3.3Проектировочный расчет цилиндрической прямозубой передачи z5-z6

Входные данные:

- частота вращения шестерни =58,44 об/мин;

- номинальный вращающий момент на шестерне =2730670 Н·мм;

- частота вращения колеса =58,44 об/мин;

- номинальный вращающий момент на колесе =2676750 Н·мм;

- передаточное число =1.

Назначение уровня твердости и вида термической обработки зубчатых колес

Предъявляемые требования к габаритам передачи для привода шнеков-смесителей при типе производства - единичное: не жесткие.

В соответствии с предъявляемыми требованиями принимаем: вид термической обработки - улучшение; твердость поверхности зуба HB200...320; предел изгибной прочности =360...570 МПа.

Приближенное определение модуля передачи

Значение модуля определяем из условия обеспечения изгибной прочности зубьев при усредненных параметрах передачи:

,

где - предварительные допускаемые напряжения при расчете зубьев на изгибную прочность,

, для нереверсивных передач.

Принимаем =465 МПа.

= 465/2 = 232,5 МПа.

= 7,96 мм.

Принимаем =8 мм.

Выбор материала зубчатых колес, определение допустимых напряжений

Для выбор марки стали необходимо иметь следующую дополнительную информацию.

Предварительно определяем диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:

=20;

=8(20+2)=176 мм;

=20·1=20;

=8(20+2)=176 мм;

Принимаем способ получения заготовки:

для шестерни - поковка;

для колеса - поковка.

Предварительно определяем ширину шестерни и колеса:

=(8...12)8=64...96 мм.

Принимаем =80 мм.

Определяем конструктивное исполнение шестерни

,

где T - вращающий момент на валу шестерни, Т=2730670 Н·мм;

- допускаемые напряжения при кручении, предварительно принимаем =20 МПа;

= 88,05 мм.

Принимаем =90 мм.

При =176/90=1,96<2, шестерня изготовляется монолитно с валом (вал-шестерня).

= 176/2=88 мм;

= 8·8=64 мм;

Назначаем марку стали и вид термической обработки с учетом принятых значений предельных напряжений , а также механические свойства материала с учетом толщины размера сечения S проектируемых зубчатых колес:

для шестерни

материал - сталь 40Х;

термообработка - улучшение;

твердость - HB250...280;

(механические свойства материала:)

предел прочности =900 МПа;

предел текучести =750 МПа;

предел контактной выносливости =600 МПа;

предел изгибной выносливости =480 МПа.

для колеса

материал - сталь 40Х;

термообработка - улучшение;

твердость - HB250...280;

(механические свойства материала:)

=900 МПа; =750 МПа; =600 МПа; =480 МПа.

Определяем допустимые напряжения при расчете на изгибную прочность

Для шестерни:

,

где - предел изгибной выносливости материала зубчатого колеса, =480 МПа;

- допустимый коэффициент запаса прочности по изгибным напряжениям, для вида ТО - улучшение =1,7;

- коэффициент, который учитывает характер изменения напряжений изгиба в реверсивных и нереверсивных передачах. В нашем случае =1,

- коэффициент долговечности, который учитывает повышение предельных напряжений при числе циклов нагружения меньших базового,

³1,

где q=6 (улучшение приводит к однородной структуре материала);

=4 - базовое число циклов нагружений;

- эквивалентное число циклов нагружений;

,

где n - частота вращения зубчатого колеса;

- срок службы передачи;

- коэффициент эквивалентности нагрузки;

,

где - относительное время действия момента за расчетный термин службы ;

- число часов работы передачи при крутящем моменте .

==0,328;

=60·58,44·24395·0,328=28,06· циклов;

=0,72.

Принимаем =1.

= 282,35 МПа.

Для колеса:

=480 МПа; =1; q=6 (улучшение приводит к однородной структуре материала); =4.

==0,328;

=60·58,44·24395·0,328=28,06· циклов;

=0,72.

Принимаем =1.

= 282,35 МПа.

Определяем допустимые напряжения при расчете на контактную прочность

Для шестерни:

,

где - предел контактной выносливости материала зубчатого колеса, =600 МПа;

- допустимый коэффициент запаса прочности по контактным напряжениям, для вида ТО - улучшение =1,1;

- коэффициент долговечности, который учитывает повышение предельных напряжений при числе циклов нагружения меньших базового,

³1,

- базовое число циклов нагружений, при твердости материала HB265 =23 циклов;

- эквивалентное число циклов нагружений;

,

где n - частота вращения зубчатого колеса;

- срок службы передачи;

- коэффициент эквивалентности нагрузки;

,

где - относительное время действия момента за расчетный термин службы ;

- число часов работы передачи при крутящем моменте .

==0,535;

=60·58,44·24395·0,535=45,76· циклов;

=0,89.

Принимаем =1.

= 545,45 МПа.

Для колеса:

=600 МПа; =1,1 (для вида ТО - улучшение); =23 циклов (при твердости материала HB265);

==0,535;

=60·58,44·24395·0,535=45,76· циклов;

=0,89.

Принимаем =1.

= 545,45 МПа.

Проектировочный расчет передачи на контактную прочность зубьев

Межосевое расстояние

,

где C=310 (для прямозубых колес);

K - коэффициент нагрузки, предварительно принимаем K=1,6 с последующим уточнением;

- коэффициент ширины колеса, принимаем =0,25.

=353,75 мм.

Округляем межосевое расстояние до ближайшего числа из ряда Ra40 ГОСТ 6636-69 [2, c.17, табл.2.5] =360 мм.

Определяем ширину колеса

=0,25·360=90 мм.

Округляем ширину колеса до ближайшего числа из ряда Ra40 ГОСТ 6636-69 [2, c.17, табл.2.5] =90 мм.

Определяем ширину шестерни

= + 5 мм = 90+5=95 мм.

Округляем ширину шестерни до ближайшего числа из ряда Ra40 ГОСТ 6636-69 [2, c.17, табл.2.5] =95 мм.

Модуль передачи определяем конструктивно

=(3,6...7,2) мм.

Округляем модуль согласно ГОСТ 9563-60 [2, с.16, табл.2.4] m=6 мм.

Определяем числа зубьев

суммарное число зубьев

= = 120 - целое число, число зубьев шестерни

= 60, принимаем =60

число зубьев колеса

= - = 120-60=60.

Уточняем передаточное число

= =1.

Определяем основные геометрические размеры зубчатых колес

Диаметры основных и делительных окружностей

= 6·60 = 360 мм;

= 6·60 = 360 мм;

Диаметры окружностей впадин

= 360-2,5·6=345 мм;

= 360-2,5·6=345 мм;

Диаметры окружностей выступов

= 360+2·6=372 мм;

= 360+2·6=372 мм.